重型越野車輛油氣彈簧設計與驗證

杜志朋，林恕鋒，董明明

(1.新鄉市新華液壓機械有限公司，河南 新鄉 453000； 2.北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081)

引言

油氣彈簧是一種以油液為傳力介質，以高壓氣體為彈性介質，集合了彈性元件和減振器功能的懸架元件[1]。油氣彈簧根據氣室不同，可分為單氣室油氣彈簧、雙氣室油氣彈簧以及帶反壓氣室的油氣彈簧。雙氣室油氣彈簧相較于單氣室油氣彈簧，具有可變剛度特性，工作前段與單氣室油氣彈簧類似，當負載達到一定值時，彈簧整體剛度下降，使得行程后半程剛度減小，處于合理范圍；帶反壓氣室的油氣彈簧具有在壓縮行程端點防止懸架擊穿的作用[2-6]。

同時，油氣彈簧可以通過充入或者放出油液的方式改變懸架靜平衡位置高度，以適應不同路面狀況的行駛需求[7-8]。

針對重型越野車輛，本研究設計了一種雙氣室油氣彈簧，自身阻尼系數小，通過和減振器并聯使用，避免油氣彈簧溫升造成的彈性特性變化和密封壽命降低問題[9-12]；根據制造廠對車輛懸掛的參數需求，確定彈性原件的剛度特性，建立雙氣室油氣彈簧模型，進行結構參數設計；加工試驗樣品進行臺架試驗，驗證設計參數的正確性和油氣彈簧模型的有效性。該雙氣室油氣彈簧模型可以對于油氣彈簧的設計和整車平順性仿真提供支撐。

1 工作原理

根據目標車型，本研究中設計的油氣彈簧需要滿足以下參數：

(1) 極限行程：理論最長行程不小于900 mm，理論最短行程大于620 mm；

(2) 極限載荷大于250 kN。

由于目標車型的懸架行程大，單氣室的油氣彈簧由于剛度隨行程增加過快，無法滿足使用要求，因此采用雙氣室油氣彈簧。

傳統油氣彈簧集彈性元件和減振器于一體，其優越性在于具有非線性剛度阻尼和良好的減振性能；缺點是由于阻尼的存在使得機械能轉化為熱能，從而油液溫度升高，同時采用橡膠隔膜對氣室和油液進行分隔，散熱問題、橡膠壽命問題可能會導致懸架性能以及耐久性下降。

本研究中的雙氣室油氣彈簧特點是取消了阻尼閥設計，避免了由于機械能轉化為熱能導致的溫升，使得彈簧性能下降，并使用金屬活塞分隔氣室與油液腔，增強彈簧承載能力，同時減少了橡膠部件的使用，使得彈簧具有良好的穩定性以及更長的使用壽命。

雙氣室油氣彈簧的特點是有2個工作壓力不同的氣室，結構如圖1所示。其中上下吊環分別與車身和車輪相連。油氣彈簧中存在3個腔室，分別為油液腔、低壓氣室和高壓氣室，氣室內為氮氣。

圖1 雙氣室油氣彈簧

雙氣室油氣彈簧存在兩種工作狀態：

(1) 低壓氣室工作狀態，油氣彈簧行程比較小時，低壓氣室工作壓力低于高壓氣室，高壓氣室活塞位置不變，此時油氣彈簧工作特性與單氣室油氣彈簧相同；

(2) 低壓氣室、高壓氣室共同工作狀態，隨著油氣彈簧行程增長，低壓氣室氣體壓力高于高壓氣室時，高壓氣室介入，高壓、低壓氣室共同工作，由于工作氣室總體積增大，油氣彈簧的剛度降低。

2 建模分析

2.1 數學模型建立

本研究中的雙氣室油氣彈簧數學模型建立在如下假設之上[13]：

(1) 油氣懸架各個部位無泄漏；

(2) 各氣液腔室內部壓力均勻；

(3) 不考慮結構部件的彈性變形和油液可壓縮性；

(4) 不考慮移動部件質量的影響。

雙氣室油氣彈簧在低載荷、小行程時，只有低壓氣室受到壓縮。此工作狀態下，油氣彈簧工作特性與單氣室油氣彈簧相同。根據熱力學定律，氣體壓縮時壓力和容積存在以下關系：

(1)

式中，pL0為低壓氣室初始壓力；VL0為低壓氣室初始體積；pL為低壓氣室工作壓力；VL為低壓氣室工作體積；m為氣體多變指數；C為常數。氣體多變指數由工作狀態下的氣體和外界的熱情況決定，當活塞移動速度很慢，氣體與外界熱交換充分，可以近似認為是等溫過程，m=1；當活塞運動很快，工作狀態接近隔熱過程時，m=1.4(氮氣為雙原子分子)；實際工作中，介于二者之間，通過實測數據進行參數識別，可以獲得氣體多變指數值。

此時低壓氣室載荷與壓力關系如下：

(2)

低壓氣室工作狀態下，低壓氣室活塞位移sL與氣室體積關系如下：

(3)

式中，s為油氣彈彈簧行程；A為主活塞面積；AL為低壓氣室活塞面積。

油氣彈簧負載F如下：

(4)

式中，低壓氣室初始氣柱高度hL0=VL0/AL。

隨著主活塞載荷繼續增加，低壓氣室壓力增加至pL1，當滿足如下關系：

pL1AL=pH0AH

(5)

式中，pL1為低壓氣室的臨界壓力；pH0為高壓氣室初始充氣壓力。此時油氣彈簧處于臨界工作狀態，臨界工作狀態時低壓氣室體積計算如下：

(6)

式中，比壓系數Bp=pH0/pL0，為高壓氣室初始充氣壓力與低壓氣室初始充氣壓力比值。

將式(6)中的VL1代入式(3)，求得油氣彈簧臨界位移s1：

(7)

當pL≤pL1，s≤s1時，只有低壓氣室被壓縮，高壓氣室活塞不運動；當低壓氣室壓力pL>pL1，s>s1時，高壓、低壓氣室共同工作，故有：

(8)

(9)

根據式(2)得：

(10)

將式(9)～式(11)帶入F=pL·AL，可得：

(11)

式中，比容系數Bv=VH0/VL0，為高壓氣室初始充氣體積與低壓氣室初始充氣體積的比值。

綜上所述，主副氣室油氣彈簧工作負載F與行程s關系如下：

(12)

油氣彈簧剛度可由式(12)對s求導得到，剛度K與行程s關系如下：

(13)

2.2 仿真分析

根據雙氣室油氣彈簧載荷、剛度特性數學公式，在MATLAB中建立仿真模型，設置參數如表1所示。設置不同的高、低壓氣室初始充氣壓力，并設定激勵條件為振幅120 mm、頻率為0.1 Hz的正弦激勵，仿真后對數據進行處理。

表1 模型變量設置

根據式(7)可知，比壓系數Bp影響彈簧臨界工作點s1，比壓系數-臨界位移關系如圖2所示。

圖2 比壓系數-臨界位移關系

根據彈簧工作狀態需求選取合適的比壓系數，并選取不同的高、低壓氣室初始充氣壓力，進行仿真分析，繪制行程-載荷特性曲線，如圖3所示，同時繪制行程-剛度特性曲線，如圖4所示。

從圖3、圖4可以看出，隨充氣壓力的增加，雙氣室油氣彈簧載荷能力逐漸增強。實際工況中的油氣彈簧載荷能力低存在三方面原因：一是在實際工況下由于摩擦力、阻尼力的存在，會使得同樣壓縮行程下載荷增大；二是油氣彈簧相關參數設計有待優化；三是仿真模型中氣體多變指數按照m=1計算，在實際工況下的具體數值需要進行修正。考慮到實際加工情況，若繼續加大氣室充氣壓力，成本以及維護難度會上升，因此要通過對高、低壓氣室體積進行設計，達到提升彈簧 載荷強度需求。

圖3 不同初始充氣壓力的行程-載荷特性

圖4 不同初始充氣壓力的行程-剛度特性

根據式(12)可知，油氣彈簧載荷能力與低壓氣室初始壓力、活塞面積、低壓氣室初始氣柱高度呈現正相關性，同時，比容系數也會影響載荷能力。在合理比容系數范圍內，取不同高、低壓氣室初始氣柱高度大小進行仿真，繪制行程-載荷特性曲線，如圖5所示，同時繪制行程-剛度特性曲線，如圖6所示。

圖5 不同初始氣柱高度的行程-載荷特性

圖6 不同初始氣柱高度的行程-剛度特性

從圖5、圖6可以看出，保持高、低壓氣室初始充氣壓力及比壓系數不變的情況下，隨著高低壓氣室初始氣柱高度越來越小，油氣彈簧剛度逐漸增大，油氣彈簧臨界工作位移s1減小，高壓氣室提前進入工作狀態。

綜合考量仿真分析結果以及實際加工能力，最終油氣彈簧樣品參數選取如表2所示。

表2 油氣彈簧樣品參數選取

3 試驗測試

按照設計好的參數，制造油氣彈簧試驗樣品，如圖7所示。

圖7 油氣彈簧樣品

將樣品正確安裝于油氣彈簧試驗臺架上，具體步驟如下：

(1) 將油氣彈簧安裝在試驗臺上；

(2) 將油氣彈簧壓縮到靜平衡位置，測量油氣彈簧的雙氣室壓力是否滿足要求(±0.1 MPa偏差之內)，若不滿足，進行充放氣調整；

(3) 以0.2 Hz頻率，從最長位置890 mm，到最短位置630 mm，激勵10次，完成油氣彈簧的磨合。

安裝效果如圖8所示，油氣彈簧樣品準備完畢后，對其進行極限承載試驗、摩擦試驗以及溫升試驗，驗證設計的雙氣室油氣彈簧是否可以滿足重型越野車輛使用需求。

圖8 油氣彈簧樣品試驗臺架安裝示意圖

3.1 極限承載試驗

將油氣彈簧壓力調整至正常平衡位置狀態，以715 mm(靜平衡位置)為中心、振幅±120 mm，以頻率0.1 Hz施加正弦激勵完成油氣彈簧的極限承載試驗。

1) 參數識別

根據油氣彈簧樣品主活塞尺寸、比容系數和比壓系數，可以對極限承載試驗數據進行曲線擬合，識別出阻尼系數、摩擦力以及氣體多變指數。

油氣彈簧載荷F包含彈性力FK、阻尼力FC以及摩擦力Ff，即：

F=FK+FC+Ff

(14)

式中，彈性力FK與行程有關，其關系符合式(12)；阻尼力FC在阻尼系數與速度呈一次函數關系，方向與運動方向相反，符合阻尼力公式；摩擦力Ff為定值，方向與運動方向相反。

根據試驗位移進行差分計算，得到活塞桿運動速度，具體計算如下：

v=(S2n-1-S2n)/t

(15)

式中，v為活塞桿運動速度；t為采樣頻率；S2n-1為試驗數據中奇數數據點；S2n為試驗數據中偶數數據點。

阻尼力計算為：

FC=C·(F2n-1-F2n)/t

(16)

式中，C為阻尼系數。

通過MATLAB軟件對油氣彈簧樣品極限承載試驗數據的行程前半段(單氣室工作狀態)與后半段(雙氣室共同工作狀態)分別進行指數擬合，最終擬合曲線相關系數R2如表3所示，前后段行程擬合曲線與試驗曲線對比如圖9所示。

表3 擬合曲線相關系數

圖9 擬合曲線與試驗數據載荷曲線對比

根據油氣彈簧樣品極限承載試驗數據的擬合曲線，識別得到油氣彈簧樣品阻尼系數、摩擦力、氣體多變指數值，如表4所示。

表4 油氣彈簧樣品參數識別

2) 模型修正

在后續設計中，可以根據試驗數據，識別出彈性力、阻尼力以及摩擦力，并且通過對彈性力中的氣體多變指數進行矯正，使仿真結果更加精確。將修正后的氣體多變指數帶入模型中，修正前后的仿真數據與試驗數據對比如圖10所示。

由圖10可以看出，修正后的油氣彈簧載荷仿真曲線相較修正前曲線更加接近試驗數據曲線。相較于傳統油氣彈簧，阻尼力已經顯著減小，降低了由機械能轉化為的熱能，因此該油氣彈簧也會有更好的溫升性能。

圖10 修正前后仿真數據與試驗數據載荷曲線對比

對試驗曲線進行處理，整理得到油氣彈簧樣品極限載荷試驗結果，如表5所示，試驗樣品在最大行程120 mm處最大載荷178 kN，符合實際使用需求。

表5 油氣彈簧極限載荷試驗結果

對油氣彈簧極限承載曲線進行求導以及去毛刺處理后，得到修正前后仿真數據與油氣彈簧試驗剛度曲線對比，如圖11所示。同樣的，修正后的油氣彈簧載荷仿真曲線相較修正前曲線更加符合試驗數據曲線。

圖11 修正前后仿真數據與試驗數據剛度曲線對比

3.2 摩擦阻力測試

將油氣彈簧壓力調整至正常平衡位置狀態，以靜平衡位置為中心、±50 mm振幅，分別以0.8 Hz和1.6 Hz的頻率施加正弦激勵，完成油氣彈簧的摩擦阻力特性試驗，油氣彈簧樣品摩擦阻力曲線如圖12所示。

圖12 油氣彈簧樣品摩擦阻力曲線

摩擦力Ff計算如下：

Ff=(Fy-Fh)/2

(17)

式中，Fy為壓縮過程中經過靜平衡位置時的力；Fh為回彈過程中經過靜平衡位置時的力。

對試驗曲線進行處理，整理摩擦阻力測試結果如表6所示。可以看出，試驗樣品在0.8 Hz與1.6 Hz下3次測試均值分別為3.52 kN與3.62 kN，與極限承載試驗中識別出的摩擦力數據3.5 kN相近，并且摩擦阻力相對較小，符合設計需求。

表6 油氣彈簧樣品摩擦阻力測試

3.3 溫升測試

將油氣彈簧壓力調整至正常平衡位置狀態，以靜平衡位置為中心、±50 mm振幅，1.6 Hz激勵頻率，進行10 min正弦激勵。對試驗曲線進行處理，整理溫升測試如表7所示。

表7 油氣彈簧樣品溫升測試

4 結論

本研究針對重型特種越野車輛，設計了一種雙氣室油氣彈簧，自身阻尼系數小，通過和減振器并聯使用，避免油氣彈簧溫升造成的彈性特性變化和密封壽命降低問題，得出以下結論：

(1) 根據結構和工作特性，建立了兩種工作狀態下的油氣彈簧數學模型，并分析了其剛度特性，當主活塞面積、低壓氣室體積一定時，比壓系數越大，臨界位移越大；高、低壓氣室初始充氣壓力越大、氣柱高度越小，油氣彈簧剛度越大；

(2) 通過臺架試驗，獲得了不同頻率下，油氣彈簧作用力和位移數據，分離了彈簧作用力中靜摩擦力、阻尼力和彈性力，利用彈性力和位移數據，通過曲線擬合方式，識別油氣彈簧工作氣體不同工況下的多變指數，經過修正后的仿真數據更加符合試驗數據；

(3) 加工出試驗樣品后進行臺架試驗，經過試驗，驗證了設計參數的正確性和油氣彈簧模型的有效性。本研究設計的雙氣室油氣彈簧、承載能力、摩擦阻力、溫升性能，均能夠較好的符合設計需求，該雙氣室油氣彈簧模型可以對于油氣彈簧的設計和整車平順性仿真提供支撐。